减速器传动装置总体设计书

减速器传动装置总体设计书
2. 电动机的选择
电动机所需工作功率P = P/ n = 1900x 1.3/1000 x 0.759 = 3.25kW,执行机构的曲柄转速为门=1000 60v =82.76r/min
经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i = 2〜4,二级圆柱斜齿轮减速器传动比i =
8 〜40,
则总传动比合理范围为i = 16〜160,电动机转速的可选范围为n = i x n=（16〜160）x 82.76 = 1324.16 〜13241.6r/min。

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，
选定型号为丫112M—4的三相异步电动机，额定功率为 4.0
额定电流8.8A，满载转速n m1440 r/min，同步转速1500r/min。

方案电动机
型号
额定
功率
P
ed
kw
电动机转速
Ain
电动机
重量
N
参考
价格
元
传动装置的传动比
同步转
速
满载
转速
总传
动比
V带传
动
减速器
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02
中心高外型尺寸
L X( AC/2+AD) x HD 底脚安装尺
寸A x B
地脚螺栓
孔直径K
轴伸尺
寸D x E
装键部位尺
寸F x GD
132 515 x 345 x 315 216 x 178 12 36 x 80 10 x 41
— ~~ _
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比(1)总传动比
由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为1440/82.76 = 17.40
(2)分配传动装置传动比
i a —i0 X i
式中i o,i l分别为带传动和减速器的传动比。

为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0— 2.3，则减速器传动比为i —i a/i o —7.57
根据各原则，查图得高速级传动比为h — 3.24，则i2—i/i, — 2.33
4. 计算传动装置的运动和动力参数
(1)各轴转速
n —n m/i0—1440/2.3 —626.09r/mi n
—ni /i 1—626.09/3.24 —193.24r/min
n皿—n^ / i2—193.24/2.33=82.93 r/min
n^ = n^ =82.93 r/mi n
(2)各轴输入功率
Pi —p d X 1—3.25 X 0.96 —3.12kW
P H— pi Xn 2X 3—3.12 X 0.98 X 0.95 —2.90kW
P皿一P H Xn 2X 3—2.97 X 0.98 X 0.95 —2.70kW
Piv —P rn Xn 2Xn 4=2.77 X 0.98 X 0.97 —2.57kW
则各轴的输出功率：
R —R X 0.98=3.06 kW
P H—P H X 0.98=2.84 kW
P rn —P rn X 0.98=2.65kW
P v —P v X 0.98=2.52 kW
(3)各轴输入转矩
T| =T d X i0X 1N -m
电动机轴的输出转矩T d=9550-P L =9550 X 3.25/1440=21.55 N- n m
所以：T i —T d X i0X 1=21.55 X 2.3 X 0.96=47.58 N -m
T H—T i X i1X 1X 2=47.58 X 3.24 X 0.98 X 0.95=143.53 N -m
T皿—T H X i2X 2X 3 =143.53 X 2.33 X 0.98 X 0.95=311.35 N -m
T v =T rn X 3 X 4 =311.35 X 0.95 X 0.97=286.91 N -m i a—n/n —
17.40/2.3
输出转矩：Ti = T i X 0.98=46.63 N-m h = T n X 0.98=140.66 N -m
T 皿=T m X 0.98=305.12 N °m T w = T w X 0.98=281.17 N -m
运动和动力参数结果如下表 轴名
功率P KW 转矩T Nm 转速r/min
输入
输出 输入
输出 电动机轴
3.25
21.55
1440 1轴 3.12 3.06 47.58 46.63 626.09 2轴 2.90 2.84 143.53 140.66 193.24 3轴 2.70 2.65 311.35 305.12 82.93 4轴
2.57
2.52
286.91
281.17
82.93
6. 齿轮的设计
(一)高速级齿轮传动的设计计算
1•齿轮材料，热处理及精度
考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 (1)
齿轮材料及热处理
① 材料：高速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数Z 1=24 高速级大齿轮选用 45钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z 2 =i X 乙=3.24 X 24=77.76
取 Z 2=78. ② 齿轮精度
按GB/T10095- 1998，选择7级，齿根喷丸强化
确定各参数的值： ① 试选K t =1.6
（Z H Z E ）2 d 1t
u 1 u
⑤查课本由P,98表10-6得：Z E=189.8MP a
由P201 表10-7 得:d =1
T=95.5X 105X P1 /n1=95.5 X 105X 3.19/626.09
=4.86 X 104 N.m
3.设计计算
①小齿轮的分度圆直径*t
d1t 3
2K
t
T
1
u 1(Z H Z E )2
■, d u ([ H])
2 1.6 4.86 104
4.24 (2.433 189.8)2
3.25 471.75
49.53mm
②计算圆周速度
d1t m 60 1000 3.14 49.53 626.09 1^m/s
60 1000
③计算齿宽b和模数m nt
计算齿宽b
b= d d1t =49.53mm 计算摸数m n
初选螺旋角=14
d1t cos 乙49.53 cos14
24
2.00mm
贝U 0.78 0.82 1.6
②由课本P202公式10-13计算应力值环数
N1 =60n/ L, =60 X 626.09 X 1X( 2X 8X 300X 8)
=1.4425 X 109h
N2= =4.45 X 108h #(3.25 为齿数比,即3.25=玉）
乙
③查课本P2031 0-19 图得：K 1=0.93 K 2=0.96
④齿轮的疲劳强度极限
取失效概率为1% 安全系数S=1,应用P202公式10-12得:
H] K
HN1 H lim 1 =0.93 X 550=511.5 MPa K
[H] 2 =—^ 巴哗=0.96 X450=432 MPa S
许用接触应力
[H] ([ H]1[ H]2)/2 (511.5 432)/2 471.75MPa
m nt
⑴ 确定公式内各计算数值 ①
小齿轮传递的转矩=48.6 kN -m 确定齿数z
因为是硬齿面，故取 z = 24, z = i z = 3.24 X 24= 77.76 传动比误差 i = u = z/ z = 78/24 = 3.25
△ i = 0.032 %5%,允许 ②
计算当量齿数
3
z = z/cos = 24/ cos 14 = 26.27 z = z/cos = 78/ cos 314 = 85.43 ③ 初选齿宽系数
按对称布置，由表查得=1
④
初选螺旋角
齿高 h=2.25 m nt =2.25 X 2.00=4.50 mm
bh =49.534.5 =11.01
⑤ 计算纵向重合度 =0.318 d 1 tan 0.318 1 24 tan14 =1.903
⑥ 计算载荷系数K 使用系数K A =1
根据v 1.62m/s,7级精度,查课本由R 92表10-8得 动载系数K V =1.07,
查课本由P 194表10-4得K H 的计算公式： K H =1.12 0.18(1 0.6 d 2) d 2 +0.23 X 10 3 X b =1.12+0.18(1+0.6
1) X 1+0.23 X 10 3 X 49.53=1.42
查课本由P 表10-13得：K =1.35 查课本由P 193表10-3得：K H =K F =1.2 故载荷系数：
K = K K K H K H =1 X 1.07 X 1.2 X 1.42=1.82 ⑦ 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
3
3
----------
d 1=d 1t ■,
K/Kt
=49.53 X
⑧ 计算模数m n
d 1 cos mn —
51
・73 cos14 2.09mm
24
4. 齿根弯曲疲劳强度设计
由弯曲强度的设计公式
3
—
2KT 1Y cos 2
Y F Y d
Z 21 a
([F ])
1.82
=51.73 mm 1.6
初定螺旋角=14 ⑤
载荷系数K
K = K K K K=1 X 1.07 X 1.2 X 1.35 = 1.73 ⑥
查取齿形系数丫和应力校正系数丫
查课本由P 197表10-5得： 齿形系数 丫= 2.592 丫 = 2.211 应力校正系数 丫= 1.596 丫 = 1.774
⑦
重合度系数丫
1 1
端面重合度近似为=[1.88-3.2 X (
)] cos = [1.88 — 3.2 X (1/24 + 1/78 )] X cos14
Z
1
Z
2
=1.655
=arctg (tg/cos )= arctg (tg20/cos14 )= 20.64690 =14.07609
因为=/cos ，则重合度系数为 Y = 0.25+0.75 cos/ = 0.673 ⑧
螺旋角系数丫
轴向重合度 =49.53 sin14
= 1.825,
2.09
Y = 1 — = 0.78
⑨ 计算大小齿轮的
安全系数由表查得S = 1.25 工作寿命两班制，8年，每年工作 小齿轮应力循环次数 N1= 60nkt = 60X 271.47 X 1X 8X 300X 2X 8 = 6.255 X 10
大齿轮应力循环次数 N2= N1/u = 6.255 X 10/3.24 = 1.9305 X 10
查课本由P 204表10-20c 得到弯曲疲劳强度极限 小齿轮 FF1 500MP a 大齿轮 FF2 380MP a 查课本由P 197表10-18得弯曲疲劳寿命系数： K FN 1=0.86 K FN2=0.93 取弯曲疲劳安全系数S=1.4
大齿轮的数值大.选用.
Y F F S
T7]
300天
K
FN1 FF1
°86 500
307.14
1.4
K
FN 2 FF 2
S
0.93 380
252.43
1.4
Y F T S 1 [F ]1 2.592 1.596 307.14 0.01347 Y F ?
F S 2
[F ]
2
2.211 1.774 252.43
0.01554
⑵ 设计计算
①计算模数
3 _______________________________________________________________
12 1.73 4.86 1040.78 cos214 0.01554 , “
m n . 2mm 1.26mm
1 2421.655
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 g大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取叫=2mm B为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=51.73 mm来计算应有的齿数.于是由：
51.73 cos14
z1= =25.097 取z1=25
m n
那么Z2=3.24 X 25=81
②几何尺寸计算
计算中心距a= 0 Z2)m n
= _812=109.25 mm
2 cos 2 cos14
将中心距圆整为110mm
按圆整后的中心距修正螺旋角
(1 2)m n (25 81) 2 八"
=arccos arccos 14.01
2 2 109.25
因值改变不多，故参数，k , Z h等不必修正.
计算大.小齿轮的分度圆直径
d 1= Z1m n
—2=51.53 mm
cos cos14.01
. Z2“l n 81 2 “CM
d2= u =166.97 mm
cos cos14.01
计算齿轮宽度
B= d1 1 51.53mm 51.53mm
圆整的B2 50 B1 55
(二) 低速级齿轮传动的设计计算
⑴ 材料：低速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS 取小齿齿数Z1=30速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBS z 2=2.33 X 30=69.9 圆整取z2=70.
⑵齿轮精度
按GB/T10095- 1998，选择7级，齿根喷丸强化。

⑶按齿面接触强度设计
1.确定公式内的各计算数值
①试选K t=1.6
②查课本由P215图10-30选取区域系数Z H=2.45
③试选12o,查课本由P214图10-26查得
1 =0.83
2 =0.88 =0.83+0.88=1.71 应力循环次数
=65.71 mm
齿高 h=2.25 X 叫t =2.25 X 2.142=5.4621 mm
b h
=65.71/5.4621= 12.03
5. 计算纵向重合度
0.318 d z 1 tan
0.318 30 tan 12 2.028
6.
计算载荷系数K
K H =1.12+0.18(1+0.6 ：) ：+0.23 X 10 3 X b
=1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23
X 10 3 X 65.71=1.4231
使用系数K A =1
N 1= 60X n 2 X j X L n =60X 193.24 X 1 X (2 X 8X 300X
8) =4.45 X 108
8
=4.45 10 i.9i X 108 i 2.33 由课本P 203图10-19查得接触疲劳寿命系数 K HN1=0.94 K HN2 = °.97 查课本由P 207图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Him1 600MPa , 大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1 550MPa 取失效概率为1%安全系数S=1,则接触疲劳许用应力 H ]
K HN 1 HHm 1-。

.94 600
564 MP a
S H ]
K
HN2 Hlim2 =0.98 X
550/仁517 MPa S (H lim 1 H lim 2 )
540.5 MPa 2
查课本由P 198表10-6查材料的弹性影响系数Z E =189.8MP a H ] 选取齿宽系数d 1 T=95.5 X 105 X P 2/n 2 =95.5 X 105 X
2.90/19
3.24 =1
4.33 X 104 N.m
d 1t
2Kt£ u 1
(Z H
Z]E )2
4
3 2 1.6 14.33 10
3.33 2.45 189.8 2
-------------------------- -------- ( ) 2.33 540.5
1 1.71 2. 计算圆周速度
d
1t n 2
6571 193.24
0.665 m/s
60 1000 60 1000
3.
计算齿宽
b= d d 1t =1X 65.71=65.71 mm 4.
计算齿宽与齿高之比
模数
nt
d 1t cos
Z 1
65.71 cos12
30
2.142mm
同高速齿轮的设计，查表选取各数值
K v =1.04 K F =1.35 K H =K F =1.2
故载荷系数
K = K A K v K H K H =1X 1.04 X 1.2 X 1.4231=1.776
3. 按齿根弯曲强度设计
3
---------------------------------------------------
「2K 「Y cos 2 Y F Y S
(1) 计算小齿轮传递的转矩 =143.3 kN -m (2)
确定齿数z
因为是硬齿面，故取 z = 30, z = i X z = 2.33 X 30= 69.9 传动比误差 i = u = z/ z = 69.9/30 = 2.33 △ i = 0.032 %5%,允许 (3) 初选齿宽系数
按对称布置，由表查得=1
(4) 初选螺旋角 初定螺旋角 =12
(5)
载荷系数K
K = K K K K=1 X 1.04 X 1.2 X 1.35 = 1.6848 (6)
当量齿数
z = z/cos = 30/ cos 312 = 32.056 z = z/cos = 70/ cos 312 = 74.797
由课本P 197表10-5查得齿形系数Y 和应力修正系数Y
Y F 1 2.491,Y F 2
2.232
Y S 1 1.636,Y S 2 1.751
(7)
螺旋角系数丫
轴向重合度==2.03
Y = 1- = 0.797
Y F F S
(8)
计算大小齿轮的 —
[F ]
查课本由P 204图10-20c 得齿轮弯曲疲劳强度极限
FE1 500MP a
F E 2 380MP a
查课本由P 202图10-18得弯曲疲劳寿命系数
7.
按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 3
3
-------
d 1=d 1t ,KK
=65.71 X
计算模数m n
d 1 cos z
1 776 72.91mm 1.3 72.91 cos12
2.3772mm
30
dZ — ㈠确定公式内各计算数值 [F ]
K FN1=0.90 K FN2=0.93 S=1.4
计算大小齿轮的嗇，并加以比较
大齿轮的数值大，选用大齿轮的尺寸设计计算.
①计算模数
.
z ?m n 70 2 d 2 =—— =143.12 mm
cos cos 12 计算齿轮宽度
b d d 1 1 72.91 72.91mm
圆整后取 B 1 75mm B 2 80mm
K FN 1 FE1 [F J 1 = 0.90 500 321.43MP a 1.4 [ K FN 2 FF 2 [F J 2 0.93 380
252.43 MP a 1.4 Y Fa1F Sa1
[F ]1
鸣進 0.01268 321.43 Y Fa2F Sa2 [F ]2 2232
「751 0.01548
252.43 m n =_zm_
cos 30― =61.34 mm cos12
1.6
低速级大齿轮如上图:
V带齿轮各设计参数附表
1.各传动比
2. 各轴转速n
3. 各轴输入功率P
4. 各轴输入转矩T
5.
7. 传动轴承和传动轴的设计
1. 传动轴承的设计
⑴.求输出轴上的功率P3，转速n a，转矩T3 P3=2.70KW n3=82.93r/mi n T3=311.35N. m
⑵•求作用在齿轮上的力
已知低速级大齿轮的分度圆直径为
d 2 =143.21 mm
- — 311.353 4348.16N 而 F t =d 2
143.21 10 3 r = F t 也 4348.16
tan20O o cos COS13.86
F a = F t tan =4348.16 X 0.246734=1072.84N
圆周力F t ，径向力F r 及轴向力F a 的方向如图示：
⑶. 初步确定轴的最小直径
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本P 361表15 3取 A o 112
d min 3 '
35.763mm
」3 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径
d ] 口 ,为了使所选的轴与联轴器吻合，故需同时选取 联轴器的型号
查课本P 343表14 1,选取K a 1.5
T ca K a T 3 1.5 311.35 467.0275N m
因为计算转矩小于联轴器公称转矩，所以
查《机械设计手册》22 112
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径
d 1 40mm,故取di 口 40mm 半联轴器的长度L 112mm 半联轴器
与轴配合的毂孔长度为L 1 84mm
⑷.
根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ① 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求 ，1 - U 轴段右端需要制出一轴肩，故取U -川的直
径d n m 47mm ;左端用轴 端挡圈 定位，按轴端 直径取 挡圈直径D 50mm 半联轴器与 轴配合的轮毂孔长度 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上 ，故I - U 的长 度应比 略短一些,现取I 口 82mm
② 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列角接触球轴承.参照 工作
要求并根据d n m 47mm ,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列 角接触球轴承7010C 型.
2T 3
1630.06N
2. 从动轴的设计
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的d D B 50mm 80mm 16mm ,故d皿即d皿呱50mm ；而1皿呱16mm.
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位•由手册上查得7010C型轴承定位轴肩高度h 0.07d,取h
3.5mm,因止匕d 57 mm,
③取安装齿轮处的轴段d可皿58mm ;齿轮的右端与左轴承之间米用套筒定位.已知齿轮毂的宽度为75mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度,故取1可皿72mm.齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取d v 65mm .轴环宽度b 1.4h,取b=8mm.
④轴承端盖的总宽度为20mm由减速器及轴承端盖的结构设计而定).根据轴承端盖的装拆及
便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离I 30mm ,故取
1n皿50mm.
⑤取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,两圆柱齿轮间的距离c=20mm.考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm,已知滚动轴承宽度T=16mm,
高速齿轮轮毂长L=50mm,则
I 町麵T s a (75 72) (16 8 16 3) mm 43mm
1iv v L SC a l皿即l v m
(50 8 20 16 24 8)mm 62mm
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
5. 求轴上的载荷
首先根据结构图作出轴的计算简图，确定顶轴承的支点位置时，
查《机械设计手册》20-149表20.6-7.
对于7010C 型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此，做为简支梁的轴的支承跨距 L 2 L 3
114.8mm 60.8mm 175.6mm
M H 172888.8N mm M V1 F NV1L 2 809 114.8
92873.2N mm M V2 F NV 2L 3 821 60.8 49916.8N mm
M 1
M H 、1728892 928732 196255N mm
M 2 179951 N mm 传动轴总体设计结构图
从动轴）
F NH1 士 F t 4348.16 L 2 L 3 ^608 1506N 175.6
F N H 2
L 2 L 2 丁 4348.16 114.8 2843N 175.6 F r L 3 F a D F NV1
L 2 L 3 809N F NV 2 F r F NV2 1630 809 821N
( 中间
轴）
紗V1B
Q
6.
按弯曲扭转合成应力校核轴的强度
根据 二 xM (T 3)2 = ,：1962552 (1 311.35)2 10 82 ca = W 0.1 27465 前已选轴材料为45钢，调质处理。

查表 15-1 得[i ]=60MP a Fx f D 1TH1 1 C b) d) Ma 二氏 D/2 ^rnTo rrn F MH Z 7TrrrrTTrr>>-^ hl
ca
〈 [
1
] 此轴合理安全
7. 精确校核轴的疲劳强度•
⑴.判断危险截面
截面A, n ,川,B 只受扭矩作用。

所以A n m B 无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来 看，截面切
和％处过盈配合引起的应力集中最严重 ，从受载来看，截面C 上的应力最大.截面切的应
力集中的影响和截面％的相近，但是截面切不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核.截 面c 上虽然应力最大，但是应力集中不大，而且这里的直径最大，故c 截面也不必做强度校核，截面w 和v 显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知，键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因 而，
该轴只需胶合截面％左右两侧需验证即可. ⑵.截面％左侧。

抗弯系数 W=0.1 d 3= 0.1 503=12500
抗扭系数
w T =0.2 d 3=0.2 503 =25000
截面％的右侧的弯矩 M 为 M M 1 空 16 144609N mm
60.8
截面W 上的扭矩T 3为T 3 =311.35 N m 截面上的弯曲应力
M
144609 b
W
11.57MPa
12500
截面上的扭转应力
T
=互=311350
12.45MPa
W T 25000
轴的材料为45钢。

调质处理 由课本P 355表15-1查得：
轴性系数为
0.92
综合系数为： K =2.8
0.05〜0.1 取 0.05
安全系数S ca
B
640MP a 275MP a T 1 155MP a
因-20
d 50 经插入后得
2.0
0.04
58 1.16 50
T
=1.31
q 0.82
K =1+q ( =0.85 q 1)=1.82
K =1+q ( 所以 0.67
T
-1 ) =1.26
0.82
K =1.62 碳钢的特性系数
0.1 〜0.2 取 0.1
25.13
S
1
----- 13.71
k
a t m
S S
S ea 「 —— 10.5 >S=1.5
所以它是安全的
S 2 S 2
截面W 右侧
抗弯系数 W=0.1 d 3= 0.1 503 =12500 抗扭系数
W T =0.2 d 3=0.2 503 =25000
截面W 左侧的弯矩 M 为 M=133560
截面W 上的扭矩T 3为 T 3 =295
K
1
K =
1 1.62
0.82 0.92
综合系数为： K =2.8 K =1.62 M 133560
b
10.68
W
12500
11.80 K ： _ K
1 1 2.8
截面上的弯曲应力 截面上的扭转应力
_ T 3 = 294930
T
= ----------
W T 25000 所以 0.67 碳钢的特性系数
0.1 〜0.2 取 0.1
0.05〜0.1
取 0.05
S : 1
25 13 —
25.13
K a
a
m
S
1
13.71
k a
t m
S ea
S S
10.5 >S=1.5
ea
S 2 S 2
所以它是安全的
安全系数S ca
8. 键的设计和计算
①选择键联接的类型和尺寸
一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键
根据 d 2=55 d 3=65
查表6-1 取：键宽 b 2=16 h 2=10 L2=36
b 3=20 h 3=12 L s=50
②校和键联接的强度
查表6-2 得[ p]=110MP a
工作长度丨2 L2 b2 36-16=20
l3 L3 b350-20=30
③键与轮毂键槽的接触高度
K 2=0.5 h 2=5
K3=0.5 h 3=6
由式（6-
得:
1 ）
2T2 103 4 2 143.53 1000
52.20 v[ P]
p2
K2l 2d2 5 20 55
2T3 103 2 311.35 1000
53.22 v[ P]
p3 K
3I 3d3 6 30 65
两者都合适
取键标记为：
键2：16X 36 A GB/T1096-1979
键3: 20X 50 A GB/T1096-1979
9. 箱体结构的设计
减速器的箱体采用铸造（HT200制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量, 大端盖分机体采用也配合.
is6
1. 机体有足够的刚度
3 机体结构有良好的工艺性•
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3机体外型简单，拔模方便.
4 对附件设计
A视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。

因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的
距离H为40mm
为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为
作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固
B油螺塞：
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住, 因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。

C油标：
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。

油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
D通气孔：
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡•
E盖螺钉：
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。

钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹•
F位销：
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位
销，以提高定位精度•
G吊钩：
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如下:
10. 润滑密封设计
对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于
5
（1.5〜2）10 mmr/min，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为H+h i
H=30 h| =34
所以H+h i=30+34=64
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。

密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为
密封的表面要经过刮研。

而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太
大，国150mm并匀均布置，保证部分面处的密封性。

11. 联轴器设计
1. 类型选择.
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器
2. 载荷计算.
公称转矩：T=9550卫9550264333.5
n 75.6
查课本P343表14 1,选取K a 1.5
所以转矩T ea K a T3 1.5 311.35 467.0275N m
因为计算转矩小于联轴器公称转矩，所以
查《机械设计手册》22 112
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm
2 •初步设计齿轮传动的主要尺寸
按齿面接触强度设计
[ 5 2
2 1.6848 1.43
3 1050.797 cos* i 212 0.01548
' --------------------------------- 2 --------------------------------- m m 1.5472mm
i 1 30 1.71
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 g大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取g =3mn但为了同时满足接触疲劳强度，需要按
接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=72.91 mm来计算应有的齿数.
z1=72.91 cos12 =27.77 取z1=30 m n
z2=2.33 X 30=69.9 取z2=70
②初算主要尺寸
计算中心距a= 0 Z2)m n =(30 70) 2 =102.234 mm
2 cos 2 cos12
将中心距圆整为103 mm
修正螺旋角
(1 2)m n (30 70) 2 …
=arccos arccos 13.86
2 2 103
因值改变不多，故参数，k , Z h等不必修正
分度圆直径。